Опора шарошки бурового долота

Опора шарошки бурового долота

Иллюстрации

Показать все

Реферат

Изобретение относится к буровым шарошечным долотам в частности к подшипниковым опорам шарошек, установленных на лапах, цапфы которых наклонены к оси долота на угол 50-60°. Такое положение цапф обусловливает в подшипниковой опоре наличие преимущественно радиальной нагрузки на подшипниковую опору, равной 77-87% общего усилия на долоте и значительного осевого усилия около 50-64% общего усилия. Это обуславливает необходимость надежности радиальных подшипников в шарошках долот. Известны опоры шарошек буровых долот, содержащие два радиальных роликовых подшипника качения для восприятия радиальных сил бурения, перпендикулярных оси шарошки [1]. Недостаток известных опор состоит в том, что цапфы лапы, выполняющие функцию внутренних колец подшипников, неподвижны относительно своей оси в отличие от вращающихся шарошек, выполняющих функции наружного вращающегося кольца подшипника качения. В связи с этим цапфа лапы непрерывно нагружена максимальным усилием в сечении действия рабочей нагрузки, в результате чего расчетный усталостный ресурс дорожек цапфы в 7-9 раз ниже ресурса дорожек шарошки. При этом максимальная сила на наиболее нагруженный ролик в подшипнике с нормальным радиальным зазором 0,1-0,2 мм определяется выражением [2 - стр. 82; 3 - стр. 206]

где Р и Z - полное усилие, действующее на подшипник и количество роликов в подшипнике соответственно. Нагрузка на следующие ролики, отстоящие от максимально нагруженного сечения, определяется выражениями [2 - стр. 81]:

где ϕ - угловой шаг расположения роликов по окружности подшипника.

К примеру, в долотах с диаметром в диапазоне 200-320 мм количество тел качения в радиальных подшипниках шарошек находится в интервале Z=12-22. В таком случае получаем следующее распределение нагрузки по телам качения (в порядке смещения от сечения действия максимальной нагрузки при Z=18): Р_о; P₁=0,91P_o; Р₂=0,67Р_о; Р₃=0,35Р_о. Первым шагом по снижению нагрузки на максимально нагруженное тело качения является уменьшение радиального зазора в подшипнике, вообще беззазорный подшипник или преднатяг в нем (что вполне допустимо в шпинделях малонагруженных прецизионных станков). В таком случае усилие максимально нагруженного ролика в роликовом подшипнике определяется уже зависимостью

и соответственно увеличивается угол нагруженной зоны и количество нагруженных роликов. В таком случае, как видим из зависимостей (1 и 2), нагрузка на максимально нагруженные ролики снижается на (4,55-4,06)/4,55⋅100=10,8%, а усталостный ресурс возрастает в 1/0,892^3,333=1,46 раза. Однако для подшипников долот, работающих в условиях температур 100-150°C и выше, беззазорный вариант неприемлем из-за теплового заклинивания опор.

Поэтому следующим шагом «разгрузки» наиболее нагруженного тела качения является создание условий только местного преднатяга на роликах, расположенных на краях зоны нагружения, еще до приложения полной нагрузки и наличия просвета между телом качения и дорожкой цапфы в наиболее нагруженной зоне при замкнутом состоянии роликов, расположенных на углах ±ϕ, ±2ϕ, ±3ϕ от сечения приложения общей нагрузки Р, что позволяет снизить нагрузку на центральное тело качения и дополнительно догрузить тела качения на углах ±ϕ, ±2ϕ, ±3ϕ от центрального сечения и таким образом равномерно распределить нагрузку между всеми телами в контакте между дорожкой шарошки и цапфой лапы.

Известно долото [4], в котором ролики чередуются нормального и уменьшенного диаметра, так что ролик с уменьшенным диаметром находится в зоне действия внешней нагрузки, а два соседних ролика получают дополнительную нагрузку и уменьшают этим нагрузку центрального. Недостаток такого решения состоит в том, что выравнивание достигается только на 3 роликах и только в момент прохождения уменьшенного ролика в сечении приложения внешней нагрузки. Когда же в среднее сечение попадает ролик увеличенного диаметра, ситуация ухудшается вдвое, т.к. тогда увеличенный ролик получает дополнительную нагрузку, не воспринятую соседними роликами.

Известно также долото [5], в котором на цапфе лапы выполнена в зоне нагружения лыска на глубину, в десятки раз (0,02-0,03 от величины диаметра цапфы) превышающую упругие деформации в контакте, а на нее посажено дополнительно кольцо конического подшипника, которое прогибается при рабочей нагрузке на неопределенную величину, и, следовательно, остается неопределенным и распределение нагрузки между роликами во всей зоне контакта. Недостатком этого патента является также то, что введение дополнительного кольца подшипника существенно усложняет изготовление опоры и еще вынуждает уменьшить диаметр роликов, что прямо ведет к уменьшению грузоподъемности подшипника.

Технической задачей, на решение которой направлено данное изобретение, является создание равных, строго обоснованных на основании теории контактных упругих деформаций по Герцу условий нагружения всех тел качения в зоне контакта. Это обеспечивается выполнением лыски на цилиндрической цапфе лапы в секторе 100-130° нагруженной зоны так, чтобы размер глубины врезания лыски на ее середине в основную цилиндрическую ее часть составляла величину Δ_л=(0,5G_r+δ)/cosβ-(0,5G_r+δ), и выполнена она радиусом

R_Л=R_Ц+(0,5G_r+δ)/cosβ,

где G_r - радиальный диаметральный зазор в соответствующем подшипнике;

R_Ц - радиус основной части цапфы лапы;

δ - упругая деформация в равномерно нагруженных роликах усилием бурения по нормали в точке контакта лапы с роликами;

β - угол, на котором расположены крайние нагруженные ролики относительно плоскости действия силы бурения на долоте, половина угла сектора нагруженной зоны цапфы.

Достижение поставленной технической задачи иллюстрируется чертежами.

На фиг. 1 представлен продольный разрез опоры шарошки долота, где 1 - цапфа лапы, содержащая дорожку качения 8 для роликов большого подшипника и 15 для малого подшипника для восприятия радиальных сил P_r, 2 - корпус шарошки для размещения зубков и содержит дорожки 13 и 14 для роликов большого и малого подшипников, 3 и 4 - ролики большого и малого подшипника соответственно, 5 и 6 - антифрикционные шайбы большого и малого упорных подшипников скольжения для восприятия сил Р_а, действующих вдоль оси шарошки; Р - результирующая сила бурения вдоль оси долота; 7 - замковый шариковый подшипник; ОО_л и ОО_д - ось цапфы лапы и ось долота соответственно; α - угол наклона оси шарошки к оси долота; 8 - роликовая дорожка цапфы лапы; 13 и 14 - роликовые дорожки большого и малого радиального подшипника на шарошке.

На фиг. 2 представлено поперечное сечение дорожек шарошки и цапфы лапы большого подшипника, где 8 - дорожка цапфы лапы с диаметром основной цилиндрической части 2R_ц, 9 - внутренняя окружность расположения роликов на дорожке шарошки под действием центробежной силы от вращения шарошки до приложения нагрузки; 10 - окружность расположения роликов 3' после приложения полной нагрузки P_r; 11 - участок цапфы ЛЛ', образующий лыску на цапфе лапы по дуге с радиусом R_л с просветом Δ_л от основной цилиндрической части, 12 - затемненная зона просвета, образуемая лыской с окружностью основной цилиндрической части цапфы; 3' - положение роликов после приложения к шарошке радиальной P_r силы бурения со стороны забоя; БВ=ГД - перемещение вдоль действия силы бурения P_r окружности расположения роликов из положения 9 в положение 10 от действия силы бурения, состоящее из перемещения по выбору зазора на крайних нагруженных роликах в точках Б и Б' и упругой их деформации δ от нагрузки; ГД - полное сближение цапфы лапы и роликов по линии действия силы бурения, состоящее из суммы начального радиального зазора 0,5G_r, упругой деформации δ и величины лыски Δ_л в точке контакта на линии действия силы; О - ось цапфы, где находится и ось шарошки до приложения силы бурения, О_ш' и О_л - положение центров кривизны окружности расположения роликов на шарошке после приложения усилия бурения и лыски лапы соответственно; R_ц-R_л-R_ш - радиус кривизны основной части цапфы, лыски лапы и окружности расположения роликов на шарошке соответственно; остальные обозначения, как и на фиг. 1.

Работает подшипниковая опора по предлагаемому изобретению следующим образом. До приложения нагрузки ролики под действием центробежных сил входят в контакт с цилиндрической дорожкой шарошки 13, при этом на основной (базовой) части цапфы лапы между роликами и цапфой образуется зазор на сторону 0,5G_r, а на лыске зазор на сторону начиная от точек ее сопряжения Л и Л' с основной (базовой) частью монотонно увеличивается до величины Δ_л+0,5С_r на середине лыски на линии ГД.

При приложении нагрузки шарошка перемещается так, что окружность расположения роликов на ее дорожке перемещается из положения 9 в положение 10 до выбора зазора в начале на роликах, расположенных на углах ±3ϕ, затем ±2ϕ, ±ϕ (в зависимости от количества тел качения в зоне нагружения), обеспечивая преднатяг в роликах недогруженных в обычных подшипниках, при этом на центральном ролике еще остается зазор, величина которого составляет часть от полной упругой деформации узла порядка (0,3-0,5)δ. При дальнейшем возрастании нагрузки до полной рабочей происходит дальнейшая деформация роликов, расположенных на углах ±3ϕ, ±2ϕ, ±ϕ, выбирается зазор на центральном ролике и начинается его нагружение с большей скоростью, чем роликов на углах ±3ϕ, ±2ϕ, ±ϕ, т.к. по сечению действия нагрузки деформация равна перемещению t, а на соседних роликах деформация по нормали контакта составляет только t⋅cos(ϕ,2ϕ,3ϕ) как это следует из треугольника БВЕ. При достижении полной рабочей нагрузки все ролики получают одинаковую деформацию, а следовательно и одинаковую величину нагрузки Р_о=P₁=Р₂=Р₃.

Иллюстрацию практической реализации и достигаемого положительного результата по данному изобретению рассмотрим на примере бурового шарошечного долота 250,8 мм, имеющего следующие исходные технические характеристики: полное усилие бурения на одной шарошке Р=93000 Н, угол α=54°; P_r=P⋅sin54°=75240 Н; большой роликовый подшипник: число роликов 18, диаметр роликов 14 мм, диаметр цапфы лапы 67 мм, диаметральный зазор 0,10 мм, длина роликов без фасок L_Б=23,4 мм, нагрузка на большой подшипник Р_rб=0,8P_r=60190 Н; малый роликовый подшипник: число роликов 14, их диаметр 8 мм, диаметр цапфы лапы 28,4 мм, диаметральный зазор 0,08 мм, длина роликов без фасок L_M=11 мм, нагрузка на малый подшипник Р_rм=0,2Р_r=15050 Н.

Использованные математические зависимости для расчета параметров лыски лапы, обеспечивающей равномерное распределение контактных напряжений между всеми роликами в нагруженной зоне, представлены ниже:

Параметры опоры долота 250,8 по предлагаемому изобретению и формулы (3-9) для их расчета

Для обычного подшипника с цилиндрической цапфой нагрузка на наиболее нагруженный ролик согласно (1) при Р_rб=0,8P_r=60190 Н и Р_rм=0,2Р_r=15050 Н составит для большого подшипника Р_0Б=4,55⋅60190 Н/18=15215 Н и для малого P_0M=4,55⋅15050 Н/14=4891 Н.

Как показано выше на примере долота 250,8, в предлагаемом изобретении при равномерном распределении нагрузки между всеми роликами в зоне нагружения (7 в большом подшипнике и 5 в малом) нагрузка на один центральный ролик составляет Р_1Б=11124 Н и Р_1м=3717 Н, т.е. в 1,37 и 1,32 соответственно меньше, чем в известных подшипниках. Исходя из фундаментальной эмпирической зависимости усталостной долговечности Т контакта в роликовых подшипниках от нагрузки Р [2, стр. 112]

Т=(С/P_r)^3,333

(С - грузоподъемность контакта, зависящая от геометрии и свойств материала тел), следует, что уменьшение нагрузки в 1,37 или 1,32 раза приводит к вероятностному росту усталостной долговечности в 1,37^3,333=2,85 или 1,32^3,333=2,52 раза. Таким образом, при выполнении лыски с изменением радиуса на нагруженной зоне цапфы лапы согласно предлагаемому изобретению без изменения конструкции и технологии производства существенно повышается усталостная долговечность радиальных подшипников опоры в 2,5-2,8 раза.

Источники информации

1. Патент RU 2269635 С1, МПК Е21В 10/22.

2. В.М. Кошель. Подшипники качения. Минск: Наука и техника, 1993 г.

3. Подшипники качения. Справочник–каталог. Черневский Л.В. и др. М.: Машиностроение, 1997 г.

4. Патент RU 02359102 C2, МПК Е21В 10/22.

5. Патент RU 2472915 С1, МПК Е21В 10/22.

Опора шарошки бурового долота, содержащая два радиальных роликовых подшипника для восприятия радиальных сил бурения, перпендикулярных оси шарошки, опорные торцовые упрочненные поверхности шарошки и лапы для восприятия осевых сил вдоль оси шарошки, разделенные промежуточными антифрикционными шайбами, замковый шариковый подшипник для обеспечения сборки опоры как единый узел, содержащая лапы с цапфами для размещения роликов радиальных подшипников, выполняющими роль внутренних колец для роликов радиальных подшипников, на которых выполнены лыски в зоне действия усилия бурения, отличающаяся тем, что на обеих цапфах лапы для размещения роликов большого и малого подшипников выполнены лыски в виде части цилиндрической поверхности на секторе протяженностью 100-130°, причем глубина ее в средней части определяется выражением

Δ_л=(0,5G_r+δ)(1-cosβ)/cosβ,

и выполнены они по дуге радиусом

R_л=R_Ц+(0,5G_r+δ)/cosβ, где

R_Ц – радиус основной базовой части цапфы лапы своего подшипника;

G_r – радиальный диаметральный зазор в соответствующем подшипнике;

δ – упругая деформация в равномерно нагруженных роликах усилием бурения по нормали в точке контакта лапы с роликами;

Δ_л – глубина лыски на ее середине;

β – угол, на котором расположены крайние нагруженные ролики относительно плоскости действия силы бурения на долоте (половина угла нагруженной зоны своего подшипника).